Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25-9011

Міністерство енергетики РФ

Управління кадрів та соціальної політики

Державна освітня установа

середньої професійної освіти

ІРКУТСЬКИЙ ЕНЕРГЕТИЧНИЙ КОЛЕДЖ

СТВЕРДЖУЮ

Голова ЦК ____________________ «____» __________ 2004р.

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25-90 / 11

(Назва)

лист затвердження

КП.1093.1005.2004.ЛУ

(Позначення)

Керівник Розробив студент

Козловська Н.І. Харламов А. І.

(Підпис) (І.О. Прізвище) (підпис) (І.О. Прізвище)

«____» __________ 2004р «____» __________ 2004р

ЗАТВЕРДЖЕНО

КП.1093.1005.2004.ЛУ

позначення аркуша затвердження

Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25-90 / 11

(Найменування проекту)

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

КП.1093.1005.2003.П.З

(Позначення)

Зміст пояснювальної записки

2.1 Введення. Короткий опис проектованої турбіни.

2.2 Визначення розрахункового витрати пари на турбіну (з побудовою орієнтовного робочого процесу в hs - діаграмі)

2.3 тепловий розрахунок проточної частини турбіни (при багатоциліндрові конструкції - одного з циліндрів)

2.3.1 розрахунок регулюючої ступені

2.3.2 розрахунок нерегульованих щаблів проточної частини:

визначення числа ступенів, їх діаметрів, теплових перепадів, висот соплових і робочих решіток, детальний розрахунок ступені (можливий детальний розрахунок тільки першої і останньої ступенів). Розрахунки ступенів проточної частини проводиться з побудовою трикутників швидкостей і процесу розширення пара сходами в hs - діаграмі.

2.3.3 Розрахунок електричної потужності турбіни (внутрішньої потужності циліндра)

2.4 Список використаної літератури

Графічна частина

3.1 поздовжній розріз турбіни (циліндра)

3.2 креслення за спеціальним завданням

Примітка. Допускається заміна графічної частини КП на виготовлення макетів, плакатів та інших наочних посібників. При виконанні КП необхідно користуватися «методичними вказівками по виконанню курсового та дипломного проектування» ІЕКа.

Дата видачі завдання _______ ______2004 р

Термін виконання _______ ______2004 р

Державна освітня установа

середньої професійної освіти

ІРКУТСЬКИЙ ЕНЕРГЕТИЧНИЙ КОЛЕДЖ

ЗАВДАННЯ

На курсової проект з дисципліни «Турбінні установки теплових електростанцій».

Студенту _ Харламова Андрію

Групи _ 3-ТЕС-1

Тема: Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25-90 / 11

ВИХІДНІ ДАНІ

1.1 Номінальна потужність турбіни _ 25000 кВт

1.2 Початкові параметри пара:

тиск _ 90 атм, температура _ 545 ° С

1.3 Тиск відпрацьованої пари на виході з вихлопного патрубка _ 6 кПа

1.4 Частота обертання _ 5000 об / хв

1.5 Для турбіни типу ПТ

а) виробничий відбір пара:

тиск _ 11 кПа, величина відбору _ 15 кг / сек

б) теплофікаційний відбір пара:

тиск _ 1,1 кПа, величина відбору _ 15 кг / сек

1.6 Спеціальне завдання: Робота турбіни при змінному пропуску пара.

зміст

Вступ. Короткий опис проектованої турбіни ..................... 7стор.

Розрахунок витрати пари на турбіну ................................................ ..8 стр.

Розрахунок першого відсіку ........................... .. ................................. 9 стр.

Розрахунок другого відсіку ............................................................ ..9 стр.

Розрахунок третього відсіку .................................... .. ..................... .10 стр.

Розрахунок регулюючого щабля ......................... .................. ... 10-11 стор.

Розрахунок сопловой решітки ................ .................................... 11-12 стор.

Розрахунок робочої решітки .................................. .................. ..12-13 стр.

Розрахунок нерегульованих щаблів в ЧВД ................ ............... ... 14-15 стор.

Зведена таблиця розрахунку для перших п'яти ступенів у відсіку високого тиску ........................................................................... ... 15 стр.

Зведена таблиця результатів розрахунку п'яти нерегульованих щаблів турбіни ................................................ .. ........................ .16-21 стор.

Спец. завдання ............................................. ... .................. ... 22-28 стор.

Список використаної літератури ............................................. .29 стр.

Графічна частина

Поздовжній розріз турбіни.

Вступ

Короткий опис турбіни ПТ-25-90 / 11

Початкові параметри пара цієї турбіни 90 атм. і 545 ° С, тиск першого відбору 11 атм., тиск другого відбору 1,1 атм. Номінальна потужність турбіни 25000 квт, але при номінальних параметрах свіжої пари і при номінальних витратах і тисках відборів може бути отримана тривала максимальна потужність 30000 кВт.

Проточна частина турбіни складається з регулюючої ступені з двухвенечним диском Кертіса і 18 ступенів тиску, розбитих на 3 групи.

Ротор має гладкий вал постійного діаметра з насадженими дисками плоского типу, що не мають розвинених втулок. Критичне число обертів ротора турбіни - 1690 хвилину, отже, ротор гнучкий.

Передня частина корпусу турбіни з клапанної і соплової коробками відлито з високолегованої сталі.

Діафрагми, крім трьох останніх по ходу пара, сталеві, зварні.

Корпус турбіни спирається двома лапами на передній підшипник і фіксується гнучкими елементами, розташованими зверху і знизу підшипника.

У свою чергу передній підшипник спирається на фундаментну плиту через дві гнучкі опори.

На передньому кінці ротора розташовано колесо відцентрового масляного насоса, викував заодно з валом. Докові поверхні цього колеса одночасно служать в якості гребеня наполегливої ​​підшипника, що дозволяє забезпечити надійне маслоснабжения упорно-опорного вузла при дуже компактною його конструкції.

Кінцеві ущільнення виконані у вигляді лабіринтів з вусиків, карбованого в тіло ротора проти виточок в обіймах ущільнення.

Вихлопна частина турбіни відлита заодно з корпусом заднього підшипника турбіни переднього підшипника генератора. Вали підшипника і генератора з'єднані жорсткою муфтою.

Паророзподіл ЧСД і ЧНД здійснюється поворотними діафрагмами.

Турбіна має гидродинамическую систему регулювання, виконану у вигляді конструктивного блоку, встановленого на корпусі переднього підшипника. Як регулятор швидкості використаний головний масляний насос, характеристика Q - H якого забезпечує жорстку залежність розвивається тиску тільки від числа оборотів ротора.

Система регулювання має три імпульсних лінії, які керують трьома сервомоторами. Повна вага турбінної установки в постачанні Калузького турбінного заводу 146 т.

1.1 Тиск пара Р перед регулюючої ступені з урахуванням втрат на дроселювання в регулюючої щаблі. КПа

Р 0 = 0.95 * 9000 = 8550 кПа

1.2 Тиск пара Р за останньою сходинкою турбіни з урахуванням втрат в вихлопному патрубку. КПа

Р 2 z = [1 + l (СВП / 100)] * Р до

Р 2 z = [1 + 0,1 * (100/100)] * 6 = 6,6 кПа

1.3 Визначаємо распологайся теплоперепад з урахуванням втрат на дроселювання в регулюючомуклапані. КДж / кг

Н про = h про -h kt = 3510 - 24120 = 1390 кДж / кг

1.4 h по = 2920 кДж / кг h то = 2498 кДж / кг

1.5 Орієнтовні витрати пари на турбіну. Кг / сек

G про = N о / H о * h ое + У по G по + У той G то

У по = Н про Н о / Н про = 1390-590 / 1390 = 0,58

Н про = h про -h по (t) = 3510-2920 = 590

У той = Н про Н про Н о / Н про = 1390-590-422 / 1390 = 0,272

Н про = h по (t) - h то (t) = 422

G = 25000/1390 * 0,79 + (0,58 * 15 + 0,272 * 15) = 35,55 кг / сек

2.Визначаємо уточнений витрата пари на турбіну.

2.1 Задаємося Теплоперепад регуліющей ступені.

Н про = 100 кДж / кг

h 2 t = h 0 -H 0 = 3510-100 = 3410 кДж / кг

Р 2 = 6300 V 0 = 0.043

2.2 Визначаємо внутрішній відносний ККД ступені.

N oj = 0.83-0.2 / G про * Ö Р о / V про

N oj = 0.83-0.2 / 35,55 * Ö8,550 / 0.043 = 0.75

2.3 Визначаємо дійсний теплоперепад регулюючого щабля. КДж / кг

Н j = H o * h oj = 100 * 0.75 = 75 кДж / кг

2.4 Шукаємо точку початку процесу в нерегулірующіх щаблях.

h 2 = h о = h про -H j = 3510-75 = 3435

3 Розрахунок першого відсіку.

3.1 Визначаємо распологайся теплоперепад 1 відсіку. КДж / кг

Н про = h про -h kt = 3435-2940 = 495 кДж / кг

3.2 Визначаємо h oj,%

d = Р 2 / Р по = 6300/1100 = 5,73

G про * V о = 35,55 * 0.056 = 1,991

h oj = 89%

3.3 Визначаємо дейсівітельний теплоперепад 1 відсіку. КДж / кг

Н j = H о * h oj = 495 * 0.89 = 440,55 кДж / кг

Будуємо дійсний процес розширення пара 1 відсіку.

H k = h про -H j = 3435-440,55 = 2994,45

4 Розрахунок 2 відсіку.

h по = 0.9 P по = Р по * 0,9 = 1100 * 0,9 = 990

4.2 h про = 2994,45 V 0 = 0.25

4.3 Визначаємо распологайся теплоперепад 2 відсіку. КДж / кг

Н про = h про -h kt = 2994,45-2565 = 429,45 кДж / кг

4.4 Визначаємо noj відсіку за формулою. %

h oj = h oj -K у -x нд - Dn oj вл

(G про * V о) = (G про -G по) * V о = (35,55-15) * 0,25 = 5,14

d = Р по / Р то = 990/110 = 9 h oj = 91%

у 2 t = у 2 t * H о / H о = 5 * 160 / 429,45 = 1,86

у 2 t = (1-x 2 t) * 100% = (1-0.95) * 100% = 5

H о = hh kt = 2725-2565 = 160

P ср = Р по + Р о / 2 = 990 + 110/2 = 550

N oj = 0.8 К у = 0,99%

N oj = 91 * 0.99-0,8 = 89,29%

4.5 Визначаємо дійсний теплоперепад 2 відсіку. КДж / кг

H j = H о * h oj = 429,45 * 0,89 = 382,21

4.6 h k = h про -H j = 3041-410 = 2611,24

5 Розрахунок 3 відсіку

h то = 0,7 Р то = 0,7 * 110 = 77

5.2 h про = h k = 2611,24 V ₀ = 2,3

5.3 Визначаємо распологайся теплоперепад 3 відсіку. КДж / кг

Н про = h про -h kt = 2611,24-2260 = 351,24

5.4 Визначаємо noj відсіку за формулою. %

n oj = n oj * K у -x нд -Dn oj вл

(G про -V о) = (G про -G по -G то) * V 0 = (35,55-15-15) * 2,3 = 12,77

d = Р то / Р 2 z = 77 / 6,6 = 11,67 h = 92,4% Ky = 0,998

x НД = Dh нд / Н о * 100% = 11 / 351,24 * 100 = 3,13

у 2 t = у 2 t = (1-x 2 t) * 100 = (1-0.872) * 100 = 12.8

Р ср = Р то + Р 2 z / 2 = 77 + 6,6 / 2 = 41,8 = 0,041 МПа

Dh oj = 7%

h oj = 92,4 * 0,988-3,13-7 = 81,16%

5.5Определяем дійсний теплоперепад 3 відсіку. КДж / кг

H j = H о * h oj = 351,24 * 0,812 = 285,21

5.6 h k = h про -H j = 2611,24-285,21 = 2326,03

6 Дійсний теплоперепад турбіни. КДж / кг

H j = h про -h k = 3510-2326,03 = 1183,97 кДж / кг

7 Уточнюємо витрата пара на турбіну. Кг / сек

G = N е / H j * h м * h г + У по * G по + У той * G то = 25000 / 1183,97 * 0,98 * 0,96 + 0,58 * 15 + 0,272 * 15 = 35,22 кг / сек

Розрахунок регулюючого щабля.

8 Визначення середнього діаметра ступені.

8.1 Н про = 100КДж / кг

8.2 Фіктивна ізоентропійним швидкість З ф. м / с

З ф = 2000 * Н про = 2000 * 100 = 447 м / с

8.3 Визначаємо оптимальне співвідношення швидкостей.

Х ф = 0,385

8.4 Окружна швидкість обертання робочих лопаток. м / с

І = Х ф -С ф = 447 * 0,385 = 172,18

8.5 Середній діаметр щаблі. м

d = І / П * п = 172,18 / 3,14 * 50с = 1,09 м

9 Розрахунок сопловой решітки

9.1 распологайся теплоперепад соплової решітки. КДж / кг

Н ос = Н о * (1-р) = 100 * (1-0,1) = 90

9.2 Абсолютна теоретична швидкість потоку на виході з сопловой решітки при ізоентропійним розширенні пара. м / с

З 1 t = Ö 2000 * 90 = 427 м / с

9.3 Число Маха для теоретичного процесу розширення пара.

М 1t = C 1t / A 1t = 435 / 675,4 = 0,64

A 1t = Ök * P 1 * V 1t * 10 = 1,3 * 6,5 * 0,053 * 10 3 = 669,22

Розрахунок звужуються сопел при докритичному закінчення пара.

9.4 Перетин для виходу пара з сопловой решітки.

F 1 = G * V 1 t / m 1 * G 1 t = 35,22 * 0,053 / 0,91 * 427,26 = 0,0048

9.5 Твір ступеня парциальности ступені на висоту сопловой решітки. м

e l1 = F 1 / П * d * sin 1 = 0,0048 / 3,14 * 1,09 * sin11 = 0,00816м

9.6 Оптимальна ступінь парциальности.

е = 0,5 * Öе l 1 = 0,5 * Ö0,816 = 0,45166

9.7 Висота сопловой решітки. см

l 1 = e l1 / e = 0,816 / 0,45166 = 1,80666

9.8 Втрата енергії в соплах. КДж / кг

Dh c = (1-u) * H oc = (1-0,97) * 90 = 2,7

9.9 Тип профілю соплової решітки.

З-90-12А

9.10 За характеристикою обраної сопловой решітки приймаються:

t опт = 0,8 в 1 = 62,5 мм

9.11 Крок решітки. мм

t = в 1 * t опт = 62,5 * 0,8 = 50

9.12 Число каналів соплової решітки. Шт.

Z c = П * d * e / t = 3,14 * 1,09 * 0,45166 / 0,05 = 31 шт

9.13 Уточнюємо крок в соплової решітки. мм

t = П * d * e / Zc = 3,14 * 1090 * 0,45166 / 31 = 49,87мм

10 Розрахунок робочої решітки.

10.1 распологайся теплоперепад робочої решітки. КДж / кг

Н ор = r * Н про = 0,1 * 100 = 10

10.2 Абсолютна швидкість входу пара на робочі лопатки. м / с

З 1 = 0,97 * 427,26 = 414,44

10.3 Будуємо вхідний трикутник швидкостей.

W 1 = 250 b 1 = 20,5C 2 = 120 a 2 = 42

10.5 Висота робочої лопатки, приймається з умови:

l 2 = l 1 + D1 + D2 = 18,07 + 1 + 2 = 21,07мм

10.6 Теоретична відносна швидкість пари на виході з робочої решітки.

W 2t = Ö2000 * H op + W 1 = Ö2000 * 10 + 250 ² = 287,23 м / с

10.7 Дійсна відносна швидкість пари на виході з робочої решітки.

W 2 = W 2 t * y = 287,23 * 0,86 = 247,02м / с

10.8 Відносний кут входу потоку пара на робочу решітку.

b 2 = b 1 - (2-5) = 20,5-3 = 17,5

10.9 Будуємо вхідний трикутник швидкостей.

10.11 Втрата енергії в робочій решітці. КДж / кг

Dh p = (1-y) -W 2 t / ^{2000 = (1-0,86 2) * 287,23} 2 * 2000 = 10,74

10.12 Втрата енергії з вихідною швидкістю

Dh НД = С 2/2000 = 120 ^2/2000 = 7,2

10.13 Число Маха.

М 2t = W 2t / Ök * P 2 * V 2t * 10 = 287,23 / Ö1,3 * 6,3 * 0,052 * 10 ³ = 0,44

10.14 Вибираємо профіль робочої решітки.

Р-26-17А

t опт = 0,7 в 2 = 25,72 В = 25 W = 0,225

10.16 Крок решітки.

t = в 2 * t опт = 25,72 * 0,7 = 18,004

10.17 Число каналів робочої решітки.

Z p = p * d / t = 3,14 * 1090 / 18,004 = 190

10.18 Уточнюємо крок в робочій решітці.

t = p * d / Z p = 3,14 * 1090 * 10 ³ = 18,014

11 Изгибающее напруга в робочій лопатці. МПа

d изг = R u * l 2/2 * Z p * e * W = 16544,95 * 0,021 / 2 * 190 * 0,45 * 0,225 = 9,01 МПа

R u = G * (W 1 * cos b 1 + W 2 * cos b 2) = 35,55 * (250 * cos20,5 + 247,02 * cos17,5) = 16544,95 Н

12 Відносний лопатковий ККД ступені.

а) за втратами в ступені:

h ол = Н про - (Dh c + Dh p + Dh нд) / Н про = 100 (2,7 + 10,74 + 7,2) / 100 = 0,79

б) за проекціями швидкостей:

h ол = І * (C 1 * cosa 1 + C 2 * cosa 2) / H o * 10 = 172,18 * (414,4 * cos11 +120 * cos42) / 100 * 10 ³ = 0,85

13 Відносний внутрішній ККД ступені.

h oj = h ол -x тр -x Парцій

x тр = К тр * d / F 1 * (І / С ф) = 0,6 * 10 * 1,09 / 0,0048 * (172,18 / 447) = 0,0085

x Парцій = 0,065 / sina 1 * 1-е-0,5-е шкір / е * (І / С ф) + 0,25 * В * l 2 / F 1 (І / С ф) * h ол * n

x пар = 0,065 / sin11 * 1-0,45-0,5 * 0,49 / 0,45 * (172,18 / 447) + 0,25 * 25 * 0,26 / 0,0048 * (172 , 18 / 447,21) * 0,82 * 4 = 0,048

hoj = 0,82-0,0085-0,048 = 0,76

14 Корисно використовуваний теплоперепад в регулюючої щаблі.КДж / кг

H j = H o * h oj = 100 * 0,76 = 76

15 Внутрішня потужність ступені. КВт

N j = G * Hj = 35,22 * 76 = 2676,72

Розрахунок нерегульованих щаблів частини високого тиску.

16 Тиск пара перед відсіком.

Р о = Р 2 = 6300

Р 2 = 1100

17 Діаметр першої нерегульованої щаблі.

d = d-Dd = 1,09-0,25 = 0,84

18 Оптимальне відношення швидкостей.

Х ф = І / С ф = 0,4897

19 распологайся теплоперепад першої нерегульованої щаблі. КДж / кг

h o = 12,325 * (d / X ф) = 12,325 * (0,84 / 0,489 ) = 36,26

20 Теплоперепад в соплової решітці. КДж / кг

h oc = (1-r) * h o = (1-0,1) * 36,26 = 32,63

21 Висота сопловой решітки. м

l 1 = G * V 1 / p * d * e * m * C 1t * sina 1

l 1 = 35,22 * 0,059 / 3,14 * 0,84 * 1 * 0,98 * 255,45 * sin12 = 0,015

З 1t = 44,72 * Ö32,63 = 255,45

22 Висота робочої решітки першого ступеня.

l 2 = l 1 + D1 + D2 = 15 + 1 + 2 = 18 мм

23 Кореневий діаметр щаблі.

d k = dl 2 = 0,84-0,018 = 0,822

24 распологайся теплоперепад по статичним параметрами пара перед щаблем приймаємо однаковий для всіх ступенів, крім першої.

h o = h o * k o = 36,26 * 0,95 = 34,45

25 Коефіцієнт повернення тепла.

a = К t * (1-h oj) * H o * Z-1 / Z = 4,8 * 10 * (1-0,89) * 495 * 14,37-1 / 14,37 = 0,0242

Z = H o / h o = 495 / 34,45 = 14,36865

26 Число ступенів відсіку. шт.

Z = (1 + a) * H o / (h o) ср = (1 + 0,0224) * 463 / 39,59 = 11,9

(h o) ср = h o + (Z-1) * h o / Z = 36,26+ (14-1) * 34,45 / 14 = 34,58 кДж / кг

27 Невязка ± DH o, кДж / кг, повинна бути розподілена між усіма ступенями першого відсіку.

± DH o = (1 + a) * H o -Sh o = (1 + 0,0242) * 495-518,56 = -11,581

Sh o = h o + h o * (Z-1) = 36,26 + 34,45 * (15-1) = 518,56

28 Поправка до Теплоперепад для кожного ступеня (крім першої).

29 Скоригований теплоперепад ступені.

h o = h o ± Dh o = 34,45-0,769 = 33,681

Докладний розрахунок перших п'яти нерегульованих щаблів (з побудовою трикутників швидкостей)

Робота турбіни при змінному пропуску пара

Найбільш напруженими деталями турбіни є робочі лопатки, особливо лопатки регулюють ступенів, ступенів, що примикають до камер відборів, останніх ступенів. Тому в першу чергу необхідно знати, як змінюється напруженість робочих лопаток при зміні режиму. Другим вузьким місцем в турбіні є її завзятий підшипник, надійність роботи якого за нормальних умов експлуатації визначається осьовими зусиллями, прикладеними до ротора. При окремих режимах слабкими можуть опинитися й інші деталі турбоустановки, наприклад, діафрагми, валопровод, підшипники, паропровід.

Зниження економічності турбоустановки і турбіни при переході на частковий режим роботи є, як правило, неминучим, і питання полягає лише в тому, як необхідно здійснювати часткові режими, з тим, щоб втрата в економічності була мінімальна.

При змінному пропуску пари через відсік турбіни зміна тиску і температури перегрітої пари перед і за ним приблизно підпорядковується формулою флюгель-Стодоли:

G / G ₀ = ÖT ₀₀ / T ₀₁ Öp ² ₀₁ / p ² ₀₀ - p ² _{= 1} / p ² _{= 0,} (1)

Де p _00, T ₀₀ - тиск і температура перед відсіком; p _{= 0} - тиск за відсіком при деякому, наприклад, номінальному попуски пара G _0; p _01; T _00; - ті ж величини для витрати пари G на змінили режим.

Оскільки параметри пара G _0, p _00, T _00, p _{= 0} для номінального режиму відомі і можуть розглядатися як постійні, то видно, що співвідношення (1) пов'язує чотири величини для змінили режим: витрата пара G, тиск p _01, температуру T _01, перед відсіком і тиск за відсіком p _{= 1.} Три цих величини можуть бути задані, а четверта визначитися співвідношенням (1).

Співвідношення (1) справедливо за однієї умови: при двох порівнюваних режимах розглядаються відсіки (або вся турбіна) повинні мати одні й ті ж прохідні перетини.

У багатьох випадках ставлення абсолютних температур в проточній частині змінюється мало, тому T ₀₀ »T ₀₁ і формула (1) може бути спрощена. Для конденсаційного режиму для всіх відсіків, починаючи з регулюючої ступені, p ² ₂ << p ² _0, і тоді приблизно правильне співвідношення:

G / G ₀ = p ₀₁ / p _00, (2)

Тобто. в проточній частині турбіни при конденсаційному режимі тиску пара в ступенях пропорційні витраті пара.

Для турбін з протитиском відхилення від пропорційності тим більше, чим вище протитиск і чим ближче розглянута щабель до кінця турбіни.

При роботі турбіни при теплофікаційному режимі пропорційність тиск в ступенях і витраті пари на турбіну порушується в тим більшою мірою, чим ближче ступінь розташована до регульованого відбору пара і чим вище тиск у відборі.

Таким чином, при зміні пропуску пара через турбіну змінюються параметри перед і за ступенем, що в загальному випадку призводить до зміни теплоперепада ступені; це тягне за собою зміну трикутників швидкостей, відхилення відношення швидкостей Xф від оптимального і зниження ККД ступені.

При зміні витрати пари через групу ступенів змінюються їх Теплоперепад, однак це в основному відноситься до останньої або декільком останнім східцях групи. Всі інші ступені працюють практично з незмінними Теплоперепад.

Для всіх ступенів відсіку, крім кількох останніх, при зміні пропуску пара ставлення Xф залишається практично постійним, і тому їх ККД не змінюється.

Звідси також випливає ряд важливих висновків, що визначають надійність роботи теплофікаційної турбіни.

Якщо теплофікації турбіна працює на конденсаційному режимі і витрата через ЦНД збільшиться понад розрахункового (наприклад, через відключення ПВД), то теплоперепад останнього ступеня зростає найбільшою мірою, і вона виявиться перевантаженою.

Якщо теплофікації турбіна працює по теплофикационному графіку і одноступенчатом нагріванні мережної води, то при збільшенні теплового навантаження витрата пара через проміжний відсік збільшується, і теплоперепад його останнього ступеня (її часто називають «предотборной») збільшитися в найбільшою мірою.

Особливо складно змінюються Теплоперепад ступенів проміжного відсіку при двухступенчатом нагріванні мережної води, коли зміна тисків перед відсіком і за ним залежить від багатьох факторів, зокрема, від витрати і температури зворотної мережної води.

Інший важливий висновок полягає в тому, що при зміні ставлення швидкостей Xф змінюється реактивність r. Збільшення реактивності при тому ж тиску за щаблем призводить до збільшення осьового тиску на диск відповідної ступені.

При зменшенні відношення швидкостей Xф, викликаному збільшенням теплоперепада ступені і P2 = const, осьовий тиск на диск зменшується.

Таким чином, при зміні витрати пари через групу ступенів осьове зусилля, що діє на робочі диски і робочі лопатки цієї групи, змінюється пропорційно витраті пара.

Наведені положення теорії змінного режиму дозволяють розглянути роботу теплофікаційних турбін різного типу при змінному пропуску пара.

Робота турбіни при змінному режимі з постійним початковим тиском

Розглянемо змінний режим турбін, у яких при зміні навантаження початкові параметри пара залишаються незмінними. Розглянемо спочатку роботу турбіни, яка не має відборів пара на регенеративні підігрівачі в конденсаційному режимі. У такій турбіні через малого тиску в конденсаторі тиску в щаблях будуть прямо пропорційні витраті свіжої пари. Таким чином, тиск в камері регулюючого щабля буде змінюватися пропорційно витраті пара, що, однак, призведе до істотної зміни теплоперепада тільки останньої або декількох останніх ступенів.

При збільшенні витрати пара тиск у камері регулюючого щабля підвищується, сумарний теплоперепад всіх нерегульованих ступенів також збільшується, проте це відбудеться в основному за рахунок збільшення теплоперепада останньому щаблі. Оскільки тиск в камері регулюючого щабля зросла, теплоперепад регулюючого щабля зменшився. Таким чином, виявляється, що майже всі нерегульовані щаблі, крім останньої, вироблять додаткову потужність відповідно до зрослим витратою пара, а остання - відповідно до зрослим витратою пара і Теплоперепад. Таке збільшення потужності можливо тільки за рахунок збільшення окружної сили, яка обертає колесо турбіни. Таким чином, окружна сила, згинатися робочу лопатку в площині колеса, з ростом витрати пари збільшується.

В результаті виявляється, що при збільшенні витрати пара через турбіну робочі лопатки останнього ступеня перевантажуються і за рахунок збільшення теплоперепада. Оскільки робочі лопатки останнього ступеня і так працюють майже на межі своєї механічної міцності, то навіть невелике збільшення витрати пари загрожує їх надійності. Крім того, збільшення витрати пари призводить до пропорційного зростання осьового зусилля і збільшення навантаження на колодки упорного підшипника.

Тому збільшення потужності теплофікаційної турбіни понад номінальну при роботі в конденсаційному режимі може проводитися експлуатаційним персоналом суворо в рамках меж.

Все викладене можна легко видозмінити, щоб провести аналіз роботи відсіку турбіни при зменшенні витрати пари: розвантаження турбіни відбувається в більшій мірі за рахунок розвантаження останнього ступеня, яка при цьому потрапляє в більш сприятливі умови роботи.

Розглянемо тепер роботу першого ступеня турбіни. Якщо турбіна має дросельне паророзподіл, то перший ступінь турбіни можна розглядати разом з іншими, тобто можна включати в групу ступенів, і всі отримані вище висновки збережуться. Але це не можна робити при сопловому паророзподілі, коли парціальний регулюючої ступені змінюється при зміні витрати пари.

Особливість роботи регулюючої ступені полягає в тому, що в загальному випадку змінюється тиск і за нею (в камері регулюючого щабля), і перед нею (внаслідок дроселювання пара в регулюючомуклапані), незважаючи на те, що тиск пари перед регулюючими клапанами можна вважати постійними.

На рис. 11.6 показані діаграми змін витрати пари через окремі групи сопел і зміни тисків в регулюючої щаблі для турбіни з чотирма регулюючими клапанами при зміні витрати через турбіну.

Діаграма на рис. 11.6, а дозволяє визначити, в якому становищі перебувають регулюючі клапани при обраному витраті пара. Наприклад, витрата пара, рівний половині номінального (точка D), забезпечується одним в повному обсязі відкритим клапаном; номінальний режим (точка A) забезпечується при повному відкритті трьох клапанів, а відкриттям четвертого регулюючого клапана можна здійснити перевантаження турбіни в допустимих межах.

Діаграма на рис. 11.6, б дозволяє визначити, як зміниться тиск. При номінальному режимі, якщо знехтувати дроселюванням в перших трьох регулюючих клапанах, тобто якщо вважати, що тиск перед відповідними групами збігається з тиском свіжої пари (точки 1, 2 і 3), тиск в зазорі між сопловой і робочої гратами зображується точкою A, а за ступенем - точкою A ¢. При цьому (рис. 11.6, а) перший клапан забезпечує 50% витрати, другий - 26%, а третій - 24%.

Подивимося, як змінюються умови роботи при збільшенні витрати пара, наприклад на 10% (точка E). У цьому випадку тиск пара в камері регулюючого щабля збільшиться також на 10% (точка K ¢), а теплоперепад, що відноситься до водних потоків пара, що проходить через перші три регулюючих клапана, зменшиться. Зменшиться і витрата пара через ці клапани, як видно з рис. 11.6, а (хоча сумарний витрата за рахунок відкриття четвертого клапана збільшиться). Тому, коли робочі лопатки при своєму обертанні будуть проходити перед першою, другою і третьою сопловими групами, на них буде діяти менше зусилля при витраті пара 110%, ніж при витраті пара 100%. Таким чином, збільшення витрати пари через ЦНД турбіни понад номінальний призводить до зменшення напружень в лопатках регулюючої ступені.

Розглянемо тепер випадок, коли витрата пара знижується на 10% за допомогою часткового закриття третього клапана. У цьому випадку тиск в камері регулюючого щабля впаде також на 10% (точка M ¢), а оскільки перший клапан залишився як і раніше повністю відкритим, теплоперепад регулюючого щабля по першому потоку зросте. Витрата пара через цей клапан, як видно з рис. 11.6, а, також зросте, так як течія в ньому було докритическим. Ясно, що витрати через турбіну призведе до збільшення напруги вигину в робочих лопатках регулюючої ступені. Найбільших значень напруга досягне тоді, коли в роботі залишиться тільки один повністю відкритий клапан. На цьому режимі при тиску перед соплами, рівному тиску свіжого пара, тиск в камері регулюючого щабля досягне найнижчого значення. У регулюючого щабля буде спрацьовуватися максимальний перепад, а витрата пара через цю групу сопел буде максимальним.

При подальшому зменшенні витрати пара прикриттям єдиного клапана напруги будуть зменшуватися через дроселювання пара в клапані. Зміна напружень вигину в лопатках регулюючої ступені при зміні пропуску пара призводить до того, що «класична» система паророзподілу зі строго почерговим відкриттям регулюючих клапанів майже ніколи не використовується.

Зміна пропуску пара через турбіну з сопловим паророзподіл призводить не тільки до зміни напружень в робочих лопатках регулюючої ступені, але і до зміни температури в її камері: зі збільшенням навантаження температура зростає, а зі зменшенням падає.

При сопловому паророзподілі при режимах часткового навантаження ККД турбіни зменшується. Це пов'язано з дроселюванням пара в частково відкритих клапанах і збільшенням теплоперепада регулюючого щабля, економічність якої завжди нижче, ніж наступних ступенів. У несприятливих умовах перебувають потужні турбіни, спроектовані для роботи у вузькому діапазоні навантажень, близьких до номінальних.

Всі турбіни, що працюють при змінних навантаженнях, постачають великим числом регулюючих клапанів (зокрема, турбіни з протитиском і з відборами, особливо чутливими до дроселювання пара в клапанах).

Робота турбіни при змінному режимі зі змінним початковим тиском

Для блокових турбін можна застосувати інший спосіб регулювання навантаження, принципово відмінний від розглянутих соплового і дросельного.При блокової компонуванні котла і турбіни можна просто знизити початковий тиск, зменшуючи витрати палива і живильної води в котел. При цьому його режими можна вести так, щоб температура пара перед турбіною змінювалася і залишалася номінальною. Такий метод регулювання навантаження називають режимом змінного тиску. Регулюючі клапани (все або їх частину) при його здійсненні повністю або майже повністю відкриті, а витрата пара через турбіну, пропорційний початкового тиску, регулюється котлом.

Переваги використання змінного тиску для турбін при зниженні навантаження можна побачити на рис. 11.10. При номінальному навантаженні турбіни процес розширення пара, йде в hS-діаграмі по лінії AA ¢ B ¢.

При зниженні навантаження за допомогою регулюючих клапанів до 200 т / год процес розширення пара в регулюючої ступені зображується лінією AA "B". У цьому випадку температура пара в камері регулюючого щабля знизиться на 110 ° С.

Якщо при роботі зі змінним тиском необхідно знизити витрату пари з 980 до 200 т / год, то тиск перед проточною частиною турбіни слід зменшити відносно 200/980, тобто до 4,7 МПа. Залишаючи колишню температуру пара перед турбіною і рухаючись вздовж ізотерми t ₀ = 538 ° C до ізобари 4,7 МПа, можна перейти в точку A ¢¢¢ з ентальпії, ніж в точці A ¢. Лінія A ¢¢¢ B ¢¢ зображує процес розширення пара для режиму змінного тиску. При цьому температура в камері регулюючого щабля навіть не зростає на 5 ° С в порівнянні з номінальним режимом. Таким чином, при ковзанні тиску у всьому діапазоні вимірювання навантаження температура пара в першій ступені, тобто в камері регулюючого щабля, залишається практично незмінною і тому температурні розширення і напруги в деталях турбіни не обмежують швидкості зміни навантаження. Швидкість зміни навантаження при цьому буде визначатися мобільністю котла. Однак його інерція дуже значна, тому енергоблок, навантаження якого змінюється ковзанням тиску, не може брати участь в регулюванні частоти мережі, коли потрібно змінити потужність протягом декількох секунд.

Для того щоб виключити цей недолік, можна перейти на так зване комбіноване або гібридне паророзподіл. Початкове зниження навантаження виробляють одним з клапанів, а ковзання виробляти при залишилися повністю відкритих регулювальних клапанах.

При роботі на ковзному тиску регулююча щабель стає майже звичайною ступенем турбіни (з невеликою втратою від парциальности і втратою з вихідною швидкістю). Її ККД змінюється дуже мало, так як відношення тисків перед щаблем і за нею і, отже, Xф змінюються мало. Тому і ККД всього ЦВД при зниженні навантаження змінюється мало.

Далі, при зниженні навантаження процес розширення закінчується при більш високій ентальпії не тільки для регулюючого щабля, а й для всього ЦВД в цілому. Тому для нагрівання пари в проміжному перегрівачів для забезпечення необхідних параметрів перед ЦСД, що не залежать від того, яким чином змінюється витрата пара, потрібно менше тепла, виникає економія палива і полегшується підтримання температури пара перед ЦСД.

Особливо великі переваги має регулювання навантаження ковзним тиском для енергоблоків сверхкритического тиску при можливості надійної роботи котла зі змінним тиском в його тракті. Нормальна робота прямоточного котла дуже часто можлива тільки при повному тиску робочого середовища до вбудованої засувки котла. В цьому випадку живильний насос створює повне тиск, а вбудована засувка дроселює його до рівня, необхідного для роботи турбіни. Звичайно, такий режим роботи не є економічним, проте навіть в цьому випадку використання змінного тиску зазвичай виявляється доцільним.

Останнім часом все більше число котлів енергоблоків, спроектованих на сверхкритические параметри пара, пристосовують до роботи зі зниженим тиском робочого середовища - аж до режиму з докритическим тиском живильної води. В цьому випадку можна знизити потужність живильного насоса (а вона пропорційна тиску, що розвивається насосом) і отримати за рахунок цього додаткову вигоду.

Знижена потужність турбоживильних насоса дозволяє при розвантаженні турбіни довше користуватися парою з нижчого відбору. Остання обставина особливо важливо для турбін з комбінацією ТПН і ПЕН і не мають перемикання харчування ТПН на пар відбору більш високого тиску. При роботі на постійному початковому тиску з використанням ТПН турбіну можна розвантажити до витрати пари G ₀ = 500-550 т / ч, так як при менших витратах через що знижується тиску у відборі пара на ТПН потужність приводний турбіни ставати недостатньою для приводу живильного насоса, стискає живильне воду до 32-35 МПа. При використанні змінного тиску потрібна потужність зменшиться пропорційно тиску за насосом і енергії пара, що надходить в приводную турбіну насоса, досить для розвантаження до витрати G ₀ »380 т / год. Таким чином, перехід на ковзне тиск дозволяє заощадити 1-2% палива і забезпечити глибоку розвантаження енергоблока на нічний час без переходу з ТПН на ПЕН, що представляє досить відповідальну операцію для експлуатаційного персоналу.

Список використаної літератури

1. Яблоков Л. Д., Логінов І. Г.

«Парові турбоустановки».

Москва. Енергоіздат., 1988 г.

2. Костюк А. Г., Фролов В. В.

«Парові турбіни».

Москва. Енергоіздат., 1988 г.

3. Трухнов А. Д., Ломакін Б. В.

«Теплофікаційні парові турбіни і турбоустановки».

Москва. Видавництво МЕІ, 2002 г.

4. Методичні вказівки ВЗЕТ по виконанню курсового проекту з дисципліни «Парові турбінні установки».

Іваново, 1983 г.

5. Альбом профілів осьових ґрат турбін.